二级圆柱斜齿轮减速器-机械设计课程设计说明书(1)

目录

第一章 传动系统总体方案设计 .......................... 2

1．1选择电动机 .......................................... 2

1.1.1选择电动机类型............................................. 2

1.1.2选择电动机容量............................................. 2 1.1.3确定电动机转速............................................. 2

1．2传动装置总传动比的分配 ............................. 3

1.2.1传动装置的总传动比......................................... 3 1.2.2分配各级传动比............................................. 3

1．3计算传动装置的运动参数和动力参数 ................... 3

1.3.1各轴的转速................................................. 3 1.3.2各轴的功率................................................. 3 1.3.3各轴的转矩................................................. 3

第二章 传动零件的设计 ................................ 4

2．1齿轮的设计 ......................................... 4

2.1.1轴Ⅰ和轴Ⅱ相啮合的一对齿轮设计............................. 4 2.1.2轴Ⅱ和轴Ⅲ相啮合的一对齿轮设计............................. 8

2．2轴的设计 .......................................... 11

2.2.1轴Ⅱ的设计................................................ 11 2.2.2轴Ⅲ的设计................................................ 13 2.2.3轴Ⅰ的设计................................................ 20

2．3轴承寿命的校核 .................................... 22

2.3.1轴Ⅰ上轴承寿命的校核...................................... 22 2．4键强度的校核 ................................................ 23 2.4.1轴Ⅲ上键强度的校核........................................ 23

第三章 箱体结构及减速器附件设计 ..................... 24

3．1箱体设计 ........................................... 24

3.1.1铸造箱体的结构设计........................................ 24

3．2箱体附件设计 ...................................... 25

3.2.1箱体附件的设计 ............................................. 25

参考文献 ............................................ 26

1

第一章 传动系统总体方案设计

1．1选择电动机

1.1.1选择电动机类型

按照工作要求和条件，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。

1.1.2选择电动机容量

电动机所需功率，按照公式可得：Pd=由公式可得：Pw=Fvkw

1000ηwnw ηa根据带式输送机工作类型，可以取工作机的效率为ηw=0.96

32传动装置的总效率为ηa=η12η2η3

查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器效

η1=0.99，滚动轴承传动效率（一对）η2=0.98，闭式齿轮传动效率η3=0.97，

代入公式可得

η=0.992×0.983×0.972=0.8679 所需电动机的功率为

Pd?Fv1600?2.5??4.7kw

1000?w?1000?0.8676?0.96因载荷平稳，电动机的额定功率Pcd略大于Pd即可。由表格所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率Pcd为5.5kw。 1.1.3确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

60?1000v60?1000?2.5n???106.157r/min

πDπ?450由表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为8~40，则总传动比合理范围

ia1=8~40，故电动机转速的可选范围为

nd1?ia1n?(8~40)?106.157r/min=849.526~4246.28r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、，由于

2

750r/min无特殊条件要求，不常用，故仅将同步转速为1000r/min3000r/min、3000r/min1500r/min、三种方案进行比较。先试选1000r/min，其型号为Y132M2-6

的电动机，其满载为960r/min.

1．2传动装置总传动比的分配

1.2.1传动装置的总传动比

i?nmn?960106.157?9.02 1.2.2分配各级传动比

高速级的传动比i1?1.3?9.02?1.5?9.02=3.42?3.67 低速级的传动比ii9.049.042?i???2.46?3.68 13.4283.67试选i1=3.6，i2=2.5

1．3计算传动装置的运动参数和动力参数

1.3.1各轴的转速

Ⅰ轴：nI ?nm?960r/min

Ⅱ轴：nnⅡ?Ιi?14403.6r/min?266.67r/min 1Ⅲ轴：n266.67Ⅲ?2.5r/min?106.67r/min

滚筒轴： nw=nⅢ=106.67r/min 1.3.2各轴的功率

Ⅰ轴：pI=pm?1?5.5?0.99kw?5.445kw

Ⅱ轴：pⅡ=pⅠ?2?3?5.445?0.98?0.97kw?5.17kw Ⅲ轴：pⅢ= pⅡη2η3?5.17?0.98?0.97kw?4.92kw 滚筒轴：pw= pⅢ?2?1?4.92?0.98?0.99kw?4.774kw 1.3.3各轴的转矩

电动机轴：Tpm0?9550?95505.5n?m?54.7Ⅰ轴：T5.445nn?m m960Ⅰ=9550960n?m?54.16n?m Ⅱ轴：T5.176Ⅱ?9550266.67n?m?197.57n?m

3

4.92n?m?440.47n?m 106.674.774n?m?427.40n?m 滚筒轴：Tw?9550106.67Ⅲ轴：TⅢ?9550将以上算得的运动参数和动力参数列于表1-2中。

表1-2 参数 转速n/（r/min） 功率p/kw 转矩T/(N?m) 传动比i 效率η

轴号 电动机轴 960 5.5 54.7 1 0.99 Ⅰ轴 960 5.445 54.16 3.6 0.95 Ⅱ轴 266.67 5.176 197.57 2.5 0.95 Ⅲ轴 106.67 4.92 440.47 滚筒轴 106.67 4.774 427.40 1 0.97 第二章 传动零件的设计

2．1齿轮的设计

2.1.1轴Ⅰ和轴Ⅱ相啮合的一对齿轮设计 2.1.1.1选精度等级、材料及齿数

1)材料选择及热处理方法

所设计的齿轮传动属于闭式传动，这里采用硬齿面齿轮，查表得，选用的材料为：

小齿轮选用40Cr 调制处理 硬度为48至55HRC 大齿轮选用45钢 调制处理 硬度为48至55HRC 2)精度等级选用7级精度。

3)选小齿轮齿数为z1?24，则大齿轮齿数为z2?86。 4)选取螺旋角，初选螺旋角β=14°。 2.1.1.2按齿面接触强度设计

4

由公式可得

mn?2ktT1u+1ZHZE2d1cos?38.54?cos14?3?mm?1.558mmd1t≥()

Z124υdξαu[σH]⑦计算模数

1) 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②由图选取区域系数ZH=2.433

③由图可查得??1?0.78，ξ?2?0.87 则?????1???2?0.78?0.87?1.65 ④小齿轮的转矩为T1?54.16N?m?54160N?mm ⑤由表选取齿宽系数0.8

⑥由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

⑦按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?1100MPa，大齿轮的接触疲劳极限?Hlim2?1100MPa

⑧由式可得，计算应力循环次数

12n1?60n1jLh?60?960?0.8?3?8?300?10?3.31776，n2?0.9216?109 ⑨由图取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90,KHN2=0.95 ⑩计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S=1，由式可得

[?H]1?KHN1σlim1?990MPa SKσ[?H]2?HN2lim2?0.95?1100MPa?1045MPa

S?计算接触应力

[?H]?[?H]1?[?H]2990?1045?MPa?1017.5MPa

222) 计算

① 计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得

d1t?32?1.6?54.1164.62.433?189.82??()?38.0mm

0.8?1.653.61017.5② 计算圆周速度

v?π?38.0?960m/s?1.90912m/s

60?1000③ 计算齿宽b及模数mnt b=10.8?38.0mm?30.4mm

mnt?

38.0?cos14??1.536

245

h=2.25mnt?2.25?1.536?3.45mm

b30.4??8.81 h3.45④计算纵向重合度ξβ

???0.31?dZ1tan??0.31?0.8?24?tan14??1.5224

⑤计算载荷系数K

已知使用系数KA=1,根据V=1.536m/s,7级精度。 由图查得动载荷系数Kv?1.08 由表查得KH??1.29 由图查得KF??1.27

由表查得KH??KF??1.2,故载荷系数 K=1?1.08?1.2?1.29?1.67

⑥按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得

d1?d1t3

K1.67?383mm?38.54mm Kt1.62.1.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计

2KT1Yβcosβ2YFaYSa3 mn≥2[σ]υdZ1ξαF1) 确定计算参数 ① 计算载荷系数

K?KAKVKF?KF??1?1.08?1.2?1.27?1.64592

② 根据纵向重合度???1.5224，由图查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 ③ 计算当量齿数

ZV1?ZV2Z124??26.27 cos3?cos314?Z186???94.14 cos3?cos314?④查取齿形系数，由表可得YFa1?2.600 YFa2?2.210 ⑤查取应力校正系数，由表查得YSa1?1.596 YSa2?1.780

⑥由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?620MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?620MPa

⑦由图10-18查取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85 KFN2?0.88 ⑧计算弯曲疲劳许用应力

6

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得

KFN10.85?620?MPa?376.42MPa S1.4K0.88?620[?F]2?FN2?MPa?389.71MPa

S1.4YY⑨计算大，小齿轮的FaSa并加以比较

[σF]YFa1YSa12.600?1.596??0.01102 [?F]1376.42YFa2YSa22.21?1.780??0.01094

[?F]2389.71[σF]1?大齿轮的数值大 2) 设计计算

22?1.64?54.16?0.88?(cos14?)mn?3?0.01102?1.24mm 20.8?24?1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?38.54mm来计算应有的齿数，于是由

Z1?d1cos?38.54?cos14???19 mn2取Z1?19，则Z2?uZ1?68 验算传动比误差 67-3.619i??100％=-2％ 3.6-5％<Δi<5％,合适。 2.1.1.4几何尺寸计算

1)计算中心距

a?(Z1?Z2)mn(19?68)?2?mm?89.663mm

2cosβ2?cos14?将中心距取a=90mm

2)把圆整后的中心距修正螺旋角

β?arccos(z1?z2)mn(19?68)?2?arccos?14.83? 2a2?903) 其它主要几何尺寸

d1?mnz1/cosβ?2?19/cos14.83??39.3mm d2?mnz2/cosβ?2?68/cos14.83??140.66mm

7

b?υdd1?0.8?39.3mm?31.44mm 取b2=37mm，则取b1?43mm 2.1.2轴Ⅱ和轴Ⅲ相啮合的一对齿轮设计 2.1.2.1选精度等级、材料及齿数

1)材料选择及热处理方法

所设计的齿轮传动属于闭式传动，这里采用硬齿面齿轮，查表得，选用的材料为：

小齿轮选用40Cr 调制淬火处理 硬度为48至55HRC 大齿轮选用40钢 调制淬火处理 硬度为48至55HRC 2)精度等级选用7级精度。

3)选小齿轮齿数为z1?24，则大齿轮齿数为z2?60。 4)选取螺旋角，初选螺旋角β=14°。 2.1.2.2按齿面接触强度设计

由公式可得

d1t≥31)确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

2ktT1u+1ZHZE2()

υdξαu[σH]②由图选取区域系数ZH=2.433

③由图可查得ξα1?0.78，ξα2?0.87 则ξα?ξα1?ξα2?0.78?0.87?1.65

N?mm ④小齿轮的转矩为T1?197970⑤由表选取齿宽系数?d?0.8

⑥由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

⑦按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?1100MPa，大齿轮的接触疲劳极限?Hlim2?1100MPa

⑧由式可得，计算应力循环次数

12n1?60n1jLh?60?266.67?1?3?8?300?10=1.15?109，n2?4.6?108 ⑨由图取接触疲劳寿命系数KHN1?0.92,KHN2?1.08 ⑩计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S=1，由式可得

KHN1σlim1?0.95?1100MPa?1012MPa SKσ[?H]2?HN2lim2?1.08?1100MPa?1188MPa

S[?H]1?

8

?计算接触应力

[?[?H]1?[?H]2H]?2?1012?11882MPa?1100MPa

2)计算

①计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得

d1.6?197.571t≥32?0.8?1.65?3.52.5?(2.433?189.81100)2?49.07mm

②计算圆周速度

v?π?49.07?266.6760?1000m/s?0.684m/s

③计算齿宽b及模数mnt b=0.8?49.07mm?39.256mm

m1tcos?nt?dZ?49.07?cos14?24?1.985mm 1h=2.25mnt?2.25?1.985?4.725mm

bh?39.2564.725?8.30 ④计算纵向重合度ξβ

ξβ?0.31υdZ1tanβ?0.31?0.8?24?tan14??1.484 ⑤计算载荷系数K

已知使用系数KA=1,根据V=0.684m/s,7级精度。 由图查得动载荷系数05 由表查得KHβ?1.29 由图查得KF??1.27

由表查得KHα?KFα?1.2,故载荷系数 K=1?1.05?1.2?1.29?1.6254

⑥按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得dK1?d1t3K?49.0731.6524.6mm?49.59mm t1⑦计算模数md1cosβ49.59?cos14n?Z??mm?1.972mm 1242.1.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计

m2KT1Yβcosβ2YFaYn≥3Saυ2 dZ1ξα[σF]

9

1)确定计算参数 ①计算载荷系数

K?KAKVKFαKFβ?1?1.05?1.2?1.27?1.6002

②根据纵向重合度ξβ?1.5224，由图查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 ③计算当量齿数

ZV1?ZV2Z124??26.27 33cosβcos14?Z160???65.68 33cosβcos14?④查取齿形系数，由表可得YFa1?2.60 YFa2?2.26 ⑤查取应力校正系数，由表查得YSa1?1.596 YSa2?1.74

⑥由图20-c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?620MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?620MPa

⑦由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2?0.88

⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得

KFN10.85?620?MPa?376.42MPa S1.4K0.88?620[?F]2?FN2?MPa?389.71MPa

S1.4YY⑨计算大，小齿轮的FaSa并加以比较

[σF]YFa1YSa12.600?1.596 ??0.011023[?F]1376.42YFa2YSa22.26?1.74??0.01009 [?F]2389.71[?F]1?大齿轮的数值大 2)设计计算

22?1.6002?197590?0.88?(cos14?)3mn≥?0.01102?1.96mm

0.8?242?1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?49.59mm来计算应有的齿数，于是由

Z1?d1cosβ49.59?cos14???24.05 mn2取Z1?25，则Z2?uZ1?63 验算传动比误差

10

63-2.5i?252.5?100％=0.8％ -5％<Δi<5％,合适。 2.1.2.4几何尺寸计算

1)计算中心距

a?(Z1?Z2)mn(2cosβ?25?63)?22?cos14?mm?90.6mm

将中心距取a=91mm

2)把圆整后的中心距修正螺旋角

β?arccos(z1?z2)mn(25?63)2a?arccos?22?91?14.75?3)其它主要几何尺寸

d1?mnz1/cosβ?2?25/cos14.75??48.35mm d2?mnz2/cosβ?2?63/cos14.75??130.29mm b?υdd1?0.8?47.13mm?37.704mm 取b2?38mm，则取b1?43mm

2．2轴的设计

2.2.1轴Ⅱ的设计

2.2.1.1求出作用在齿轮上的力

与轴Ⅰ相啮合的齿轮分度圆直径d2?140.66mm

圆周力F2T2t?d?2?197510N?2808N 2径向力Ftan?140.66r?Ftcos??Ftan20?tcos14.75??1057N 轴向力Fa?Fttan??Fttan14.75??739N 与轴Ⅲ相啮合的齿轮分度圆直径d3?47.13mm

圆周力F2T2t?d?2?197510N?8381N 3径向力Ftanα47.13tan20?r?Ftcosβ?Ftcos14.75??1056N 轴向力Fa?Fttanβ?Fttan14.75??739N

11

2.2.1.2选择轴的材料及确定许用应力

选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217~255HBS。 抗拉强度σB=640MPa，许用弯曲应力[σ1]=60MPa。 2.2.1.3按照扭转强度估算最小轴径

由表查得A0=112,由公式可得

dmin?A03p25.176?112?3mm?29.9mm n2266.67轴的最小直径是安装轴承的轴段的直径。为了便于所选的轴的直径dmin与轴承的孔径相适应，故需要同时选取轴承的型号。

根据减速器的工作情况，初选该轴的轴承的型号为7026C，因此d=30m。 2.2.1.4轴的结构设计

1)拟定轴上零件的装配方案，如图2-1所示。 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①滚动轴承的型号为7026C，其尺寸为d?D?T?30mm?62mm?16mm，为了便于轴承的定位准确，因此安装轴承段的长度为18mm。为了便于安装及加工，取封油环段的直径为32mm。

②取安装左右两齿轮处的轴段的直径为38mm，两齿轮采用封油环和轴肩进行轴

向定位。已知左齿轮的轮毂的宽度为37mm,右齿轮的轮毂的宽度为49mm,为了便于封油环可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取为43mm。定位轴肩的高度h=3mm，因此轴肩段的直径为35mm，轴肩段的长度取14mm。

③两齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离?3?12mm，左齿轮端面到内壁的距离Δ2=15mm，右齿轮端面到内壁的距离Δ2?15mm。

此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。

12

3) 轴上零件的周向定位

齿轮与轴的周向定位采用平键联接，由表查得平键的截面b×h=10mm×8mm 键槽用键槽铣刀加工，左边的键槽的长度为32mm，右边的键槽的长度为40mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此时轴的直径公差为k6。

4) 确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表格，取轴端倒角为2?45?。各轴肩处的圆角半径为R1。 2.2.2轴Ⅲ的设计

2.2.2.1求出作用在齿轮上的力

齿轮分度圆直径d4?130.29mm

2T32?440470?N?6761N d3130.29tanαtan20??Ft?2545N 径向力Fr?Ftcosβcos14.75?圆周力Ft?轴向力Fa?Fttanβ?Fttan14.75??1780N 2.2.2.2选择轴的材料及确定许用应力

选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217~255HBS。 抗拉强度σB=640MPa，许用弯曲应力[σ1]=60MPa。 2.2.2.3按照扭转强度估算最小轴径

由表查得A0=112,由公式可得

dmin?A03p34.924?112?3mm?40.17mm n3106.67轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了便于所选的轴的直径dmin与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表可得，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3

Tca?KAT3?1.3?440470N?mm?572611N?mm?572.611N?m

按照计算转矩Tca应该小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用凸缘试联轴器，其公称转矩为900N?m。半联轴器的孔径为42mm,故该轴段的直径为42mm。半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 2.2.2.4轴的结构设计

1)轴上零件的装配方案,如图2-2所示

13

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为47mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1=84mm长度略短，故该轴段的长度取82mm。

②初选滚动轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用角接触滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取滚子轴承7010C，其尺寸为

d?D?B?50mm?90mm?20mm，故该轴段的直径为50mm。考虑到轴承依靠封油

环定位，该轴段长度略大于B=20mm，所以该轴段的长度去22mm。

③取安装齿轮的轴段的直径为57mm，齿轮右端面与右边的轴承采用封油环 定位，已知齿轮轮毂的宽度为38mm，为了使封油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段的应略短于齿轮轮毂的的宽度，故取36mm。齿轮的左端面采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故h=4mm，则轴环段的直径为61mm，轴肩宽度b取7mm。

④轴承端盖的厚度e=10mm,根据轴承座的尺寸可以得到m=18mm,因此轴承端盖的总宽度为28mm。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器,右端面的距离为30mm。

⑤齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离Δ3=8mm，齿轮端面到内壁的距离Δ2=15mm。 此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。

图2-2

3)轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，查表得齿轮上的平键截面b×h=18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。同时为了保证齿轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为m6。

14

2.2.2.5求轴上的载荷

1)首先根据轴上的结构图，做出轴的计算简图，如图2-3所示。 已知Ft?6761N,Fr?2545N，Fa?1780N

在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a值，对于7011C型圆锥滚子轴承从手册中查得a=20.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距

L2+L3=107.5mm+57.5mm=165mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

图2-3

2)根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力，并画出垂直面内的弯矩图，如图2-4所示。

FNV2(L3?L2)?Fad3-FrL2?0 2所以FNV2?955N

FNV1?Fr-FNV2?2545?955N?1590N MV1?FNV1L2?170925N?mm MV2?FNV2L3?54912.5N?mm

15

图2-4

3)根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图，如图2-5所示。

FNH2(L2?L3)?FtL2?0

所以FNH2?4404.89N

FNH1?Ft-FNH2?6761?4404.89N?2356.11N

MH?506798.75N?mm

图2-5

4)求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图2-6所示。

2222M1?MV1?MH?506798.75?170925N?mm?534846.07N?mm

2222M2?MV2?MH?506798.75?54912.5N?mm?509765.00N?mm

图2-6

5)求扭矩，并画出扭矩图，如图2-7所示。

T=614629N?mm

16

图2-7

6)从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV，T及M的值列于下表，如表2-1所示。

表2-1

载荷 水平面H 垂直面V FNH1?2356.11N,支反力F FNH2?4404.89N FNV1?1590N,FNV2?950N MV1?170925N?mm 弯矩M MH?506798.75N?MM MV2?54912.5N?mm M1?534846.07N?mm 总弯矩 M2?509765.00N?mm 扭矩T T3?1044611N?mm 2.2.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。按照公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

M12?(?T3)2534846.072?(0.6?1044611)2?ca??MPa?32.95MPa 3W0.1?64前面已经选定了轴的材料为45钢，调质处理，由表查得[σ1]=60MPa。因此σca<[σ1]，故安全。 2.2.2.7精确校核轴的疲劳强度

1)判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应

17

力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面Ⅴ和Ⅵ处的过盈配合引起的应力集中最为严重，从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅵ的相近，但是截面Ⅵ不受到扭矩作用，故截面Ⅵ不需要校核。截面Ⅴ的左侧截面比较大，故截面Ⅴ的左侧截面不需要校核。故只要校核截面Ⅴ的右侧截面和C截面即可。

2)截面Ⅴ右侧

.4mm3 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×643mm3=26214抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×643mm3=52428.8mm3 截面Ⅴ右侧的弯矩M为

90.5M=259502.7×N?mm=190161.89N?mm

123.5N?mm 截面Ⅴ上的扭矩T3为 T3=614629截面上的弯曲应力

M190161.8σb==MPa=7.254MPa

W26214.4截面上的扭转切应力

T3?32.95MPa WT1?T?轴的材料为45钢，调质处理。由表可查得σB=640MPa,σ1=278MPa,τ155MPa。

=

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按表查取。因r/d=2/64=0.03,D/d=72/64=1.125,经插值后可以查得

ασ=2.1， ατ=1.34

又由表可得轴的材料的敏感系数为

qσ=0.82, qτ=0.85

故有应力集中系数按照下试计算

kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82(2.1-1)=1.902 kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85(1.34-1)=1.289

由图可以查得尺寸系数为ξσ=0.6，由图可以查得扭转尺寸系数为ξτ=0.82。 按照磨削加工，由图可得表面质量系数为

βσ=βτ=0.88

轴未经表面强化处理，即βq=1，由公式可得综合系数为

18

Kσ=Kσξ+1-1=1.902+1-1=2.933 σβσ0.680.88KKττ=ξ+1-1=1.2890.82+10.88-1=1.708 τβτ由碳钢的特性系数可得υσ=0.1,υτ=0.05 于是，计算安全系数Sca值，按照公式可得

Sσ=σ1K+υ=275254+0.1×0=12.925

σσaσσm2.933×7.S=τ1τK=155τστ+υτσm1.708×11.711.7=15.467

2+0.05×2SSσSτ12.925×15.467ca===S2+S212.9252+15.46729.91>>1.5

στ故可知安全。 3)截面C

抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×643mm3=26214.4mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×643mm3=52428.8mm3 弯矩M及弯曲应力为

M=259502.7N?mm

σM259502.7b=W=26214.4MPa=9.899MPa

扭矩T3及扭矩切应力为

T3=614629N?mm

τT=T3W=11.7MPa T过盈配合处的

kσξ，由表可得，kτ=0.8kσσξ，于是可得

τξσkσξ=3.1 ，kτ=0.8kσσξ=2.48

τξσ按照磨削加工，由图可得表面质量系数为

βσ=βτ=0.88

轴未经表面强化处理，即βq=1，由公式可得综合系数为

19

Kσ=Kσ11+-1=3.1+-1=3.23 ξσβσ0.88Kτ11+-1=2.48+-1=2.616 ξτβτ0.88Kτ=所以C截面的安全系数为

Sσ=σ1275==8.6

Kσσa+υσσm3.23×9.899+0.1×0τ1=Kτστ+υτσm155=9.93

11.711.72.616×+0.05×22Sτ=Sca=SσSτS+S2σ2τ=8.6×9.938.6+9.9322=6.48>>1.5

故安全足够。 2.2.3轴Ⅰ的设计

2.2.3.1求出作用在齿轮上的力

齿轮分度圆直径d1?39.11mm

2T12?54.166?KN?2769.9N d13tanαtan20?径向力Fr?Ft?Ft?1042.56N

cosβcos14.75?圆周力Ft?轴向力Fa?Fttanβ?Fttan14.75??729.25N 2.2.3.2选择轴的材料及确定许用应力

因为前面所设计的齿轮da<2d，所以该齿轮要做成轴齿轮。根据前面齿轮选取40Cr,经调质处理，由表查得硬度为241~286HBS。

抗拉强度σB=735MPa，许用弯曲应力[σ1]=70MPa。 2.2.3.3按照扭转强度估算最小轴径

由表查得A0=105,由公式可得

dmin?A03p15.445?112?3mm?19.97mm n1960轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了便于所选的轴的直径dmin与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。

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图4-1

3.2.1.4油标

油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。 3.2.1.5油塞与排油孔

为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为20mm。 3.2.1.6定位销

为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体联接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在不对称位置，以便于定位精确。销A6×35。 3.2.1.7起盖螺钉

为了便于起盖，在箱盖侧边的凸缘上装1个起盖螺钉。起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。

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27

联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表可得，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3

Tca?KAT1?1.3?54.166N?m?70.41N?mm

按照计算转矩Tca应该小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用GYS2型弹性联轴器，其公称转矩为90000N?mm。半联轴器的孔径为22mm,故该轴段的直径为22mm。半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。 2.2.3.4轴的结构设计

1)轴上零件的装配方案,如图2-8所示。

图2-8

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为26mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1=38mm长度略短，故该轴段的长度取36mm。

②初选滚动轴承。根据右边轴段的直径为26mm。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取角接触滚子轴承7026C，其尺寸为d?D?T?30mm?62mm?16mm，故该轴段的直径为30mm。考虑到轴承依靠封油环定位，该轴段长度略大于B=16mm，所以该轴段的长度取18mm。

③该轴为齿轮轴，根据前面所设计的内容，要正确的保持与轴Ⅱ上的大齿轮的正确的啮合，齿轮左端面与箱体内壁的距离为12mm。

④齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离Δ3=8mm，齿轮端面到内壁的距离Δ2=12mm。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离20mm.

此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 3)轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，按表查得平键截面

b×h=6mm×6mm，键槽采用键槽铣刀加工，长为28mm。滚动轴承的轴向定位采

21

用过渡配合来保证，选此轴段的直径尺寸公差为m6。

2．3轴承寿命的校核

2.3.1轴Ⅰ上轴承寿命的校核

2.3.1.1求出两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(3-1a)和水平面(3-1b)两个平面力系，其中图(3-1c)中的Ft为通过另加转矩而平移指向轴线，图(3-1a)中的Fa亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。受力分析可知：

由第二章的设计计算可知

2T12?54166?N?2769.9N d139.11tanαtan20??Ft?1414.5N 径向力Fr?Ftcosβcos14.06?圆周力Ft?轴向力Fa?Fttanβ?Fttan14.02??691.6N

dFr?116.5-Fa?2?922.3N 所以 Fr2v?164Fr1v?Fr-Fr2v?1414.5?922.3?492.2N

Fr1H?47.5Ft?802.2N 164Fr2H?Ft-Fr1H?2469.9?802.2?1667.7N

2Fr1?Fr21v?Fr1H?941.1N

2Fr2?Fr22v?Fr2H?1905.7N

图3-1 2.3.1.2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

22

对于圆锥滚子轴承，按表可知轴承派生轴向力Fd=此

1905.7941.1N?501.5N N?247.6N Fd2?2?1.92?1.9Fr,由表查得Y=1.9,因2YFd1?Fd2+Fa>Fd1

所以轴承1被放松，轴承2被压紧。

Fa1?Fa?Fd2?691.6?501.5?1193.1N Fa2?Fd2?501.5N

Fa11193.1 ??0.0189380C063000Fa2501.5??0.007960 C0630002.3.1.3求轴承当量动载荷P1和P2

因为

Fa1F?0.0189380 ，a2?0.007960 C0C0由表可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承1 X1=1, Y1=0 轴承2 X2=1, Y2=0

因为轴承运转中有轻微的冲击载荷，由表可得fp=1~1.2，取fp=1.1，则

P.21N 1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1035P2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?2096.27N 2.3.1.4验算轴承的寿命

因为P2>P1,所以按照轴承2的受力验算

106c310590003Lh?()?()?h?L`h?72000h

6np160?14402096.27所以所选轴承的寿命足够。

10102．4键强度的校核

2.4.1轴Ⅲ上键强度的校核 2.4.1.1确定许用应力

由第二章的设计计算可知，该连接为静联接，选用圆头平键(A型)，平键截面b×h=18mm×11mm，长为50mm。

联接中轮毂材料的强度最弱，由表可以查得[σ]p=110MPa 2.4.1.2确定键的工作长度

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键的工作强度l=L-b=50mm-18mm=32mm 2.4.1.3强度计算

4T4×614.629×103≤[σ]p=MPa=109.12MPa<[σ]p 由公式可得：σp=dhl64×11×32所以所选的键联接强度足够。 2.4.1.4键槽尺寸

键标记为：键18×50GB/T1096-2003

该平键联接宽度极限偏差按一般联接，由表可查得：轴槽深d-t=5700.2 轴

0.20.0215 槽宽b=1800.043 轮毂槽深d+t1=68.4+0 轮毂槽宽b=18±轴、轮毂键槽及其尺寸如图3-2

图3-2

第三章 箱体结构及减速器附件设计

3．1箱体设计

3.1.1铸造箱体的结构设计

减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好的润滑和可靠的密封。

设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸如下：

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箱体壁厚：??30mm 箱盖壁厚：δ1?20mm 箱座的凸缘厚度：b=15mm 箱盖的凸缘厚度：b1=15mm 箱座底的凸缘厚度：b2=25mm

地脚螺栓直径：df?16mm 地脚螺栓个数n=6 轴承旁联接螺栓直径：d1=14mm 箱盖、箱座联接螺栓直径：d2=10mm 轴承端盖螺钉直径：d3=8mm 检查孔盖螺钉直径：d4=8mm 箱盖的肋板厚度为：m1=10mm 箱盖的肋板厚度为：m2=9mm

大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离：?1?20mm 齿轮端面与箱体内壁间的距离：Δ2?15mm

3．2箱体附件设计

3.2.1箱体附件的设计

为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速器上安装以下附件。 3.2.1.1窥视孔和窥视孔盖

窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。 3.2.1.2通气器

由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力增大，所以必须采用 通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上。 3.2.1.3起吊装置

起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。主要的尺寸如图4-1。

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